車內轟鳴音的聲固耦合頻率響應分析及優化*

胡德卿

(1.深圳聯友科技有限公司 廣州分公司,廣東 廣州 510800; 2.東風日產乘用車技術中心,廣東 廣州 510800)

0 引 言

隨著消費者對車輛舒適性要求的提高[1-3],各大車企愈發重視車輛的NVH(Noise、Vibration、Harshness)研究,但是影響車輛NVH的因素非常復雜且抽象,因此找到這些關鍵的部位并進行改進是NVH工程師們重要的工作[4-6]。傳統的NTF(Noise Transfer Function)解決方案是通過板件貢獻量分析來找出引起車內聲腔共振的車身板件,這種方法只能解決傳遞路徑問題,而面對激勵點剛度不足的問題時,其對策方法具有一定的盲目性[7]。

筆者首先介紹了噪聲傳遞函數的理論概念;通過TB模態試驗和NTF試驗來驗證所建立的有限元模型的準確性;針對某路徑下NTF曲線峰值的問題,采用動剛度分析、板件貢獻分析、模態分析及ODS分析找出該路徑下產生峰值的關鍵零部件;再對該零部件進行重新設計。結果表明,該路徑下的峰值消失,該方法為解決NTF問題提供了一種高效的解決思路。

1 噪聲傳遞函數概述

噪聲傳遞函數也稱為車身的聲靈敏度,其評價的是由車身結構振動而引起的車內噪聲水平,表示車身結構與內部空腔的聲學相關特性,也表示車身內部空腔對施加于車身結構的激勵力所產生的噪聲響應,是車身結構與內部空腔所固有的結構與聲學特性[8]。

1.1 噪聲傳遞函數理論

(1)

式(1)重新寫成聲壓級響應形式,為:

(2)

N個激勵點共同作用下,車內產生的總噪聲為:

(3)

式中:PSB為響應點聲壓級,db;HSB為激勵點到響應點的噪聲傳遞函數;F為施加在激勵點上的力,N。

1.2 聲固耦合理論

車身板件和聲腔之間相互作用,結構和流體之間的耦合關系可以用一個耦合矩陣R來表示:

(4)

Ff=RTQ

(5)

將聲腔分解成若干個小空間進行離散,則流場內的波動力方程可以表示為:

(6)

將車身板上的振動作用到聲腔上,得到關系式:

(7)

板結構受到來自激勵點以及聲腔等外界激勵Fs以及Ff,則表達式為:

(8)

式中:Ms為結構等效質量矩陣;Cs為結構等效阻尼矩陣;Ks為結構等效剛度矩陣。

將式(7)、(8)寫成一個矩陣方程:

(9)

求解式(9)的特征值和特征向量,就可以得到聲固耦合系統的模態頻率與陣型。

2 數值模擬與試驗驗證

2.1 建立仿真模型

使用某SUV的內飾車身作為驗證對象,在進行離散化時設定的網格質量標準[10-12]如表1所列。

表1 網格質量標準

網格尺寸10 mm,關鍵位置細化5 mm,三角率小于5%,四面體坍塌比大于0.3,網格數量約270萬,部品之間連接參考實際安裝方式,開閉件均附帶密封膠,內飾采用配重處理,模型與實車保持一致,如圖1所示。提取成員艙內部與空氣接觸的表面,構成密閉的聲學空間,如圖2所示。

圖1 TB車身模型型 圖2 聲腔模型

網格劃分時,聲學單元和結構單元的單元大小不一致。文中研究的是300 Hz以內的低頻噪聲,則噪聲分析頻率f是所研究頻率的2倍,即f=600 Hz;所以最小波長為344/600=0.57 m。若每個波長取12個單元,則單元長度為0.57/12=0.047 5 m,網格單元尺寸可選為50 mm,單元類型選擇四面體單元,網格數量約為20萬。

有限元模型建立完成后,提交nastran進行模態計算,使用Hyperview進行后處理提取模態結果。

2.2 TB模型試驗

模態試驗是最基本的NVH特性試驗[13-14],它通過測量結構的輸入和輸出信號來獲取結構的頻響函數。試驗得出的前保對標結果如圖3所示。

圖3 前保對標結果

使用隨機信號作為試驗激勵信號,激振器作為激勵裝置并采用多點激勵的形式進行有限元模型準確性驗證。試驗測得各部品模態如表2所列,大部分仿真結果與試驗結果能夠很好地吻合,所建立的模型滿足分析精度要求。

表2 各部品模態

2.3 噪聲傳遞函數試驗

在NTF試驗中,激勵點和響應點屬于不同點,激勵點位置有發動機懸置安裝點、副車架安裝點、減震器安裝點和排氣吊耳安裝點等,如圖4所示。

圖4 部分激勵點圖示

響應點為主駕人耳處以及后排右側人耳處,具體描述如圖5所示。使用力錘作為激勵裝置,同一點敲擊10次取其平均值作為試驗結果,試驗目的為了驗證有限元聲腔模型的準確性。

圖5 響應點位置

圖6為右懸置和右后減震塔頂10～200 Hz的IPI曲線,以及某路徑的NTF曲線,由圖可見仿真值與試驗值的結果一致,且在低頻階段擬合較好。

圖6 對標曲線

匯總NTF對標結果如表3所列,由于前副車架與車身之間是柔性連接,結果,受到襯套剛度值的影響,故其IPI曲線有一定的差異;此外在錘擊排氣吊耳的時候,由于空間限制等原因,選擇了吊耳附近位置代替,與實際激勵位置有一定差異,因此導致部分頻段失真,但NTF曲線大部分與試驗結果趨于一致,總體建模精度良好。

表3 NTF對標評價

3 聲固耦合頻率響應分析及優化

3.1 NTF-NG路徑統計

對TB車身進行SOL111頻響分析,計算頻率范圍為0～300 Hz,輸出頻率范圍為20～200 Hz,解析結果低頻段部分NG路徑如表4所列,其中左懸置Y(2314Y)向、駕駛席外耳(4004)在25 Hz處出現較大峰值,超過目標線7db,需要對問題路徑進行對策分析,如圖7所示。

圖7 NTF曲線(2314Y-4004)

表4 NG路徑統計

3.2 入力點Inertance分析

NVH問題是一個從激勵到響應的傳遞路徑問題,首先要確定入力點的動剛度是否滿足目標要求,入力點左懸置Y向的IPI曲線如圖8所示。從曲線可以看出,在25 Hz有明顯的共振峰值,但只能初步認為NTF曲線的峰值有可能是激勵點動剛度值偏弱的原因,需要進一步對傳遞路徑上的問題進行分析。

圖8 左懸置Y向IPI曲線

3.3 板貢獻量分析

車內轟鳴音是由于成員艙包圍的大板與聲腔耦合產生的,所有大板產生的聲壓的貢獻量是不一致的,大板的總聲壓由所有板件產生的聲壓疊加而成,通過板件貢獻量分析可以快速找到對應貢獻量較大的板件,以提高優化效率。

將與成員艙包圍的大板劃分為前擋風玻璃、防火墻、前地板、后地板、車門內板、頂蓋和側圍等22個板件,如圖9所示。通過板貢獻量分析,左前門對總聲壓級貢獻最大,達到72%,如圖10所示。因此,該路徑在25 Hz上的峰值也有可能是右前門內板的剛性不足導致。

圖9 車內板件設置

圖10 板貢獻量分析

3.4 模態以及ODS分析

通過觀察TB模態結果發現,在25 Hz下左懸置無明顯局部模態,但是右前門出現bounce模態,且內板位移較大,如圖11所示。

圖11 25 Hz TB模態結果 圖12 ODS結果

對左懸置Y向施加25 Hz的單頻激勵,進行ODS分析,輸出的應變能如圖12所示。右前門內板門框處應變能較大,結合板貢獻量分析結果,進一步確認是由于右前門內板剛性不足,在左懸置支架Y向激勵下導致右前門內板在25 Hz出現共振,與聲腔模態耦合,使駕駛席外耳在25 Hz出現轟鳴音。

3.5 優化對策方案

與目標車對比車門結構差異發現,車門腰線處加強件仕樣變更,將新車的腰線加強件替換為目標車仕樣,如圖13所示。經過驗算,車門內板的IPI曲線在25 Hz峰值下降了4 db如圖14所示,NTF曲線在25 Hz的峰值降低,改善了4 db,達到目標車同等水平如圖15所示。

圖13 變更仕樣

圖14 車門內板IPI曲線

圖15 NTF對策結果

驗證結論:由于仕樣差異,新車腰線加強件Y向剛性比目標車更弱,導致車門內板在這個頻率下變形增大,從而使新車前門內板IPI曲線在25 Hz附近出現共振峰。將新車的腰線加強件替換成為目標車仕樣后,內板剛性增強,內板模態頻率提高,NTF曲線在25 Hz處有改善。

4 結 論

(1) 通過模態試驗和噪聲傳遞函數試驗驗證了有限元TB模型以及有限元聲腔模型的準確性,所建立的模型能夠較準確地模擬實車情況,其仿真結果為后續的優化設計提供驗證依據。

(2) 通過分析TB模態結果、IPI曲線、板貢獻量以及ODS結果,找出了NTF曲線產生峰值的原因,并對應進行了相應的結構優化,通過改變車門腰線加強件結構,增加車門內板的局部剛度,降低了對聲腔的貢獻,最終有效降低該路徑下NTF曲線峰值4db,使結果滿足目標條件。

(3) 車身噪聲問題通常是激勵源或傳遞路徑兩者的問題。對于傳遞路徑問題來說,可通過板貢獻量分析來快速而準確地找到最大貢獻的板件;對于源問題來說,僅通過板貢獻分析存在一定的局限性,加入ODS分析可以更加直觀地找到源問題的根源,從而提高對策效率。